JPH0620914Y2 - Flywheel with optional damper - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本考案は、回転数のすべての領域で共振の発生を防止さ
せた、２分割型フライホイールからなる、トーショナル
ダンパ付フライホイールに関する。[Detailed Description of the Invention] [Industrial field of application] The present invention relates to a flywheel with a torsion damper, which is a two-part split flywheel in which resonance is prevented from occurring in all regions of the rotational speed.

さらに詳しくは、本考案は、実願昭61-135608号にて提
案したトーショナルダンパ付フライホイールのトルク伝
達部材の強度上の信頼性を改善する構造に関する。More specifically, the present invention relates to a structure for improving the reliability of strength of a torque transmission member of a flywheel with a torsion damper proposed in Japanese Patent Application No. 61-135608.

〔従来の技術〕[Conventional technology]

フライホイールを２つのマスに分割し、それらをばねで
連結してトルク変動を吸収するようにした分割型フライ
ホイールは知られている。従来技術では２つのマスは通
常全回転域で同じばね定数のばね機構で結合されてお
り、したがってあるエンジン回転で１つの共振点をも
つ。共振点がエンジン回転の常用回転域よりも低回転側
となるようにばね定数を決定するが、エンジン始動、停
止時には共振点を通過することになるため、分割さたフ
ライホイール間に摩擦力を与え、低回転域のトルクの小
さいときに駆動側フライホイールと従動側フライホイー
ルとを一体化し、共振現象を抑えている。これは共振現
象が生じると、共振から抜け出ることが難しく（いわゆ
る引き込み現象）、走行不能となるので、それを避ける
ためである。A split type flywheel is known in which a flywheel is divided into two masses and they are connected by a spring to absorb torque fluctuations. In the prior art, the two masses are usually connected by a spring mechanism with the same spring constant over the entire range of rotation, and thus have one resonance point at a certain engine speed. The spring constant is determined so that the resonance point is lower than the normal rotation range of engine rotation, but since the resonance point is passed when the engine is started and stopped, frictional force is divided between the split flywheels. When the torque in the low rotation range is small, the drive side flywheel and the driven side flywheel are integrated to suppress the resonance phenomenon. This is to avoid the occurrence of the resonance phenomenon, which makes it difficult to escape from the resonance (a so-called pull-in phenomenon) and makes the vehicle unable to run.

従来技術を個々の例をとって説明すれば、実開昭61-235
42号公報のトルク変動吸収装置は、フライホイールを駆
動側フライホイールと従動側フライホイールとに分割し
て、その間に同じばね定数のばね機構を介装し、さら
に、常時分割された両フライホイール間に摩擦力が働く
ようにヒステリシス機構が設けられた分割型フライホイ
ールを示しており、分割型フライホイールの代表的な一
般的全体構成を示している。To explain the conventional technology by taking individual examples,
The torque fluctuation absorbing device disclosed in Japanese Patent Publication No. 42 divides a flywheel into a drive-side flywheel and a driven-side flywheel, and a spring mechanism having the same spring constant is interposed between the flywheel and the flywheel. It shows a split-type flywheel provided with a hysteresis mechanism so that a frictional force acts between them, and shows a typical general configuration of the split-type flywheel.

また、特開昭61-59040号公報は共振点をアイドル回転よ
り低く設定する技術を開示しており、実開昭59-113548
号公報、実開昭59-108848号公報は共振点を低回転側に
ずらしたフライホイールを開示している。また、実公昭
56-6676号公報は、２分割型のフライホイールではない
が、ハウジング内を滑るダンパーディスクを示してお
り、この種の機構における摩擦付与構造を示している。Further, Japanese Patent Laid-Open No. 61-59040 discloses a technique for setting the resonance point lower than idle rotation.
Japanese Patent Laid-Open No. 59-108848 and Japanese Utility Model Laid-Open No. 59-108848 disclose a flywheel in which the resonance point is shifted to the low rotation side. Also,
Japanese Laid-Open Patent Publication No. 56-6676 shows a damper disk that slides in a housing, though not a two-part flywheel, and shows a friction imparting structure in this type of mechanism.

さらに、特開昭60-109635号公報は、１種類のばねを用
い、遠心力によって半径方向に移動する摩擦体を用いて
駆動側フライホイールと従動側フライホイール間の伝達
トルクを調整するようにしたダンパを示しているが、遠
心力を利用したものはフライホイールが一体化状態から
分離状態になるタイミングが不安定になり、確実な共振
防止が望めない。Further, Japanese Patent Laid-Open No. 60-109635 discloses that one type of spring is used and a transfer body between a drive side flywheel and a driven side flywheel is adjusted by using a friction body that moves in a radial direction by a centrifugal force. The damper that uses centrifugal force is unstable in the timing when the flywheel changes from the integrated state to the separated state, and reliable resonance prevention cannot be expected.

前記の如く、従来技術では、共振現象を抑えるために、
比較的大きな、一定値以上の摩擦力を与える必要があ
る。このため、ヒステリシス機構によって駆動側フライ
ホイールと従動側フライホイール間に常時一定値以上の
摩擦力がかかり、常用回転域においても、駆動側フライ
ホイールと従動側フライホイール間に摩擦力によってス
ティック（一体化）が発生しやすくなり、スティック時
には駆動側フライホイールの回転変動（エンジン回転変
動）が従動側フライホイールに伝達されて、常用回転域
におけるトルク変動吸収効果が小さくなる。すなわち、
トーショナルダンパとしての回転変動低減効率が小さく
なるという問題があった。As described above, in the conventional technology, in order to suppress the resonance phenomenon,
It is necessary to give a relatively large frictional force of a certain value or more. Therefore, due to the hysteresis mechanism, a frictional force of a certain value or more is constantly applied between the drive-side flywheel and the driven-side flywheel, and even in the normal rotation range, the friction force between the drive-side flywheel and the driven-side flywheel causes stick (integral). When a stick occurs, the fluctuation in rotation of the drive-side flywheel (engine rotation fluctuation) is transmitted to the driven-side flywheel, and the torque fluctuation absorption effect in the normal rotation range is reduced. That is,
There is a problem that the rotation fluctuation reduction efficiency as a torsional damper becomes small.

上記問題を解決するために、未だ公開された段階にない
ので、公知の従来技術ではないが、関連技術として、本
出願人は、先に実願昭61-135608号（出願日：昭和61年
９月５日）において、分割型フライホイールから成るト
ーショナルダンパ付きフライホイールであって、運転中
に回転数によって共振点の位置をずらし、これによって
従来のような全回転域で摩擦力を与えるヒステリシス機
構を廃止してトルク変動を常用回転域において効果的に
低減させることを目的としたトーショナルダンパ付フラ
イホイールを提案した。In order to solve the above-mentioned problem, it is not in the public stage yet, and thus it is not a known prior art. However, as a related art, the present applicant has previously filed Japanese Patent Application No. 61-135608 (filing date: 1986 (September 5th) is a flywheel with a torsional damper consisting of a split type flywheel, which shifts the position of the resonance point according to the rotation speed during operation, thereby giving frictional force in the entire rotation range as in the past. We proposed a flywheel with a torsional damper to eliminate the hysteresis mechanism and effectively reduce torque fluctuations in the normal rotation range.

実願昭61-135608号で提案したトーショナルダンパ付フ
ライホイールは、フライホイールを駆動側フライホイー
ルと従動側フライホイールに分割した分割型フライホイ
ールにおいて、駆動側フライホイールと従動側フライホ
イール間に設けられるばね機構に２種類のばね機構を用
い、該２種類のばね機構の一方に駆動側フライホイール
と従動フライホイールとを直結させ、２種類のばね機構
の他方（前記一方のばね機構に並列されたばね機構）を
摩擦機構（前記他方のばね機構と直列）を介して駆動側
フライホイールと従動側フライホイールとを連結させて
なるトーショナルダンパ付きフライホイールから成るも
のであった。The flywheel with torsional damper proposed in Japanese Utility Model Application No. 61-135608 is a split type flywheel in which the flywheel is divided into a drive side flywheel and a driven side flywheel. Two types of spring mechanisms are used for the spring mechanism provided, and the drive-side flywheel and the driven flywheel are directly connected to one of the two types of spring mechanisms, and the other of the two types of spring mechanisms (parallel to the one spring mechanism). The above described spring mechanism) is a flywheel with a torsional damper in which a drive side flywheel and a driven side flywheel are connected via a friction mechanism (in series with the other spring mechanism).

実願昭61-135608号で提案したトーショナルダンパ付フ
ライホイールにおける作用を説明するに先立ち、各部の
名称およびスプリング力、作動力を次のように称するこ
ととする。Prior to explaining the operation of the flywheel with a torsional damper proposed in Japanese Utility Model Application No. 61-135608, the names of each part, the spring force, and the operating force will be referred to as follows.

・第１のコイルスプリング…駆動側フライホイールと従
動フライホイールとを直結するトーショナルスプリング ・第２のコイルスプリング…駆動側フライホイールと従
動側フライホイールとを摩擦機構を介して連結するトー
ショナルスプリング ・Ｆｒ…第２のコイルスプリングに直列に接続された摩
擦機構の設定摩擦力 ・Ｆ…駆動側のフライホイールと従動側フライホイール
との相対捩れ（相対回転）時に第１のコイルスプリング
および第２のコイルスプリングの撓みによって生じるト
ルクがかかったときに第２ノスプリング側の摩擦機構部
にかかる力 ・Ｋ…第１のコイルスプリングを有するばね機構のばね
定数 ・Ｋ_１…第２のコイルスプリングを有するばね機構のば
ね定数 上記において、駆動側フライホイールと従動側フライホ
イール間にトルクが伝達されるとき相対捩れが発生し、
第１のコイルスプリングと第２のコイルスプリングは同
時に撓んでいく。First coil spring: torsional spring that directly connects the driving flywheel and driven flywheel. Second coil spring: torsional spring that connects the driving flywheel and driven flywheel via a friction mechanism. Fr ... Set friction force of a friction mechanism connected in series to the second coil spring. F ... First coil spring and second coil spring when the driving side flywheel and the driven side flywheel are twisted relative to each other (relative rotation). Force applied to the friction mechanism portion on the side of the second spring when a torque generated by the bending of the coil spring is applied. K ... The spring constant of the spring mechanism having the _first coil spring. Spring constant of the spring mechanism of the above, in the above, the drive side flywheel and the driven side flywheel Relative twist occurs when the torque is transmitted between,
The first coil spring and the second coil spring bend simultaneously.

低回転域（通常低トルクに対応）においては、Ｆｒ≧Ｆ
であるので、摩擦機構部にすべりは発生せず、第１のコ
イルスプリングと第２のコイルスプリングがともに働
き、系合体のばね定数はＫ＋Ｋ_１であり、全スプリング
がトルク変動の抑制に働く。Fr ≧ F in the low speed range (usually corresponding to low torque)
Therefore, no slippage occurs in the friction mechanism, the first coil spring and the second coil spring work together, the spring constant of the system combination is K + K ₁ , and all springs work to suppress torque fluctuations.

回転数（エンジン回転数）が増大していく場合（始動
時）、回転数がばね定数Ｋ＋Ｋ_１の系の共振点に近づい
ていくと相対捩れが増大されてＦが大きくなり、ばね定
数Ｋ＋Ｋ_１の共振点の手前でついにＦ＞Ｆｒとなって摩
擦機構部にすべりが発生し、第２のコイルスプリングは
ばねとしての働きを失って第２のコイルスプリングはＦ
ｒ以上のトルクを伝達しなくなり、同時に系全体のばね
定数がＫに低下する。すなわち系全体の共振点がばね定
数Ｋを有する系の共振点つまりより低回転側にシフトす
る。シフトした時点での系の実際の回転数は、ばね定数
Ｋの系の共振点より大で、シフトした時点で既にばね定
数Ｋの共振点を越えた位置にあるから、第１のコイルス
プリングを有するばね機構のばね定数Ｋの系の共振点を
外れた位置でのダンピングに従ってトルク変動を吸収で
きる。したがって共振点を越してしまうから相対回転は
小さくなっていき、Ｆｒ＞Ｆとなって、再び第２のコイ
ルスプリング側の摩擦機構のすべりが止まって第１のコ
イルスプリングと第２のコイルスプリングが働き、全コ
イルスプリングでトルク変動の抑制を行なうようにな
る。When the rotation speed (engine rotation speed) increases (at the time of starting), as the rotation speed approaches the resonance point of the system with the spring constant K + K ₁ , the relative twist increases and F increases, and the spring constant K + K ₁ Before the resonance point of F, F> Fr is finally satisfied and slippage occurs in the friction mechanism portion, the second coil spring loses its function as a spring, and the second coil spring becomes F
The torque above r is not transmitted, and at the same time, the spring constant of the entire system decreases to K. That is, the resonance point of the entire system shifts to the resonance point of the system having the spring constant K, that is, to the lower rotation side. The actual rotational speed of the system at the time of shifting is higher than the resonance point of the system of spring constant K, and at the time of shifting, it is already at the position beyond the resonance point of spring constant K. The torque fluctuation can be absorbed according to the damping at the position outside the resonance point of the system of the spring constant K of the spring mechanism. Therefore, since the resonance point is exceeded, the relative rotation becomes smaller, and Fr> F, and the slippage of the friction mechanism on the second coil spring side stops again, and the first coil spring and the second coil spring are separated. All coil springs work to suppress torque fluctuations.

すなわち、始めＫ＋Ｋ_１のばね定数を有していた系で、
回転数を上げていってＫ＋Ｋ_１のばね定数の系の共振点
に近づいていくと、摩擦機構がすべって一時Ｋのばね定
数の系の特性に近づいて作動（Ｋの系の共振点はＫ＋Ｋ
_１の共振点から外れているので共振は生じない。ただ
し、一方のばねは滑っているので、完全にＫの特性曲線
に沿うわけではないが、Ｋの特性曲線に近づく）するこ
とによりＫ＋Ｋ_１の共振点を外れて回転数が上昇してい
き、常用回転域近傍近くると共振点から外れたことから
駆動側フライホイールと従動側フライホイールの相対動
きが小さくなり（Ｆｒ＞Ｆ）摩擦機構のすべりが止まっ
て再びＫ＋Ｋ_１の特性に従って作動し、全回転域におい
て共振が避けられることになる。That is, in the system that initially had a spring constant of K + K ₁ ,
When the rotation speed is increased and the resonance point of the system of the spring constant of K + K ₁ is approached, the friction mechanism slides and operates close to the characteristics of the system of the spring constant of K at a time (the resonance point of the K system is K + K
Since it deviates from the resonance point of ₁ , resonance does not occur. However, since one spring is slipping, it does not completely follow the characteristic curve of K, but when it approaches the characteristic curve of K), it deviates from the resonance point of K + K ₁ and the rotation speed increases, When it is near the normal rotation range, since it deviates from the resonance point, the relative movement of the drive side flywheel and the driven side flywheel becomes small (Fr> F) and the friction mechanism stops sliding and operates again according to the characteristics of K + K ₁ . Resonance can be avoided in the entire rotation range.

回転数が大から小に減少していく場合（停止時）におい
ても同様のシフト現象が得られる。The same shift phenomenon can be obtained even when the number of rotations decreases from large to small (at the time of stop).

このため、従来の１種類のばね定数のばね機構を有する
分割型フライホイールで必要であったヒステリシス機構
による常時作動の摺動摩擦力は不要となる。第２のコイ
ルスプリングを有するばね機構側の摩擦機構は、起動、
停止時にＫ＋Ｋ_１の共振点近傍を通過するときに共振を
避けるために一時的にすべりを生じるに過ぎないから、
全回転域において低摩擦化がはかられ、とくに運転上問
題となる常用回転域において、トルク変動吸収効果が摺
動摩擦力の影響を受けずに増大される。Therefore, the sliding friction force of the constant operation by the hysteresis mechanism, which is required in the conventional split type flywheel having the spring mechanism of one kind of spring constant, is unnecessary. The friction mechanism on the side of the spring mechanism having the second coil spring is activated,
When passing near the resonance point of K + K ₁ at the time of stop, only slip is temporarily generated in order to avoid resonance,
The friction reduction is achieved in the entire rotation range, and the torque fluctuation absorbing effect is increased without being affected by the sliding friction force, particularly in the normal rotation range which is a problem in operation.

なお、その他の従来技術として、軸受部の負荷を均等に
することによりフライホイールの耐久性を向上させる技
術を開示している特開昭60-136640号公報、スプリング
による不均一な荷重をなくし、耐久性の向上をはかる技
術を開示している特開昭56-94048号公報、ストッパ機構
を有するダンパーディスクを開示している特開昭55-177
25号公報、ばね特性が段階的に変化するフライホイール
を開示している実開昭59-52254号公報を挙げる。Incidentally, as another conventional technique, JP-A-60-136640, which discloses a technique for improving the durability of the flywheel by making the load of the bearing portion even, eliminates the uneven load by the spring, JP-A-56-94048, which discloses a technique for improving durability, and JP-A-55-177, which discloses a damper disk having a stopper mechanism.
No. 25, and Japanese Utility Model Laid-Open No. 59-52254, which discloses a flywheel in which spring characteristics change stepwise.

〔考案が解決しようとする問題点〕 しかるに、先に提案した実願昭61-135608号のトーショ
ナルダンパ付フライホイールには、未だ、以下に述べる
ような、解決すべき問題点があった。[Problems to be Solved by the Invention] However, the flywheel with a torsional damper of Japanese Utility Model Application No. 61-135608 previously proposed had some problems to be solved as described below.

実願昭61-135608号では、第４図を用いて説明すると、
トーショナルダンパの第１のコントロールプレート（第
４図中41、42）と従動側フライホイールに対し、両者の
一定値以上の相対捩れを規制するストッパ機構を設け、
大トルク入力時に全スプリングシートの弾性クッション
を当てることにより、信頼性を大幅に向上させていた。In Japanese Utility Model Application No. 61-135608, using FIG. 4,
A stopper mechanism is provided for the first control plate (41, 42 in FIG. 4) of the torsional damper and the driven-side flywheel to restrict relative twist of the both to a certain value or more.
Reliability was significantly improved by applying elastic cushions on all spring seats when a large torque was input.

したがって、ストッパ機構により、全スプリングシート
のクッションを同時に当てており、クッションのばね定
数もほぼ等しいため、第１のコントロールプレートが受
けるトルクは、Ｋ_１のばねのたわみによるトルクＴ_K1と
クッションのたわみによるトルクＴ_Ｃの和、Ｔ_１′＝Ｔ
_K1＋Ｔ_Ｃとなり、ドリブンプレートの受けるトルクはＫ
のたわみによるトルクＴ_Ｋとクッションのたわみによる
トルクＴ_Ｃ（コントロールプレートの場合と同じ）の和
Ｔ_２′＝Ｔ_Ｋ＋Ｔ_Ｃとなる。（第３図のプレートの分担
トルク参照）。Ｋ、Ｋ_１はＮ＝Ｋ_１／Ｋとおいた時のＮ
が大きいほどＫ＋Ｋ_１共振点通過時の振動が小さくてす
む（第８図のＰ点）。それと同時に、Ｋ＋Ｋ_１共振点を
常用回転域よりなるべく低回転側にすることにより回転
変動低減効果が大きくなることからＫ，Ｋ_１は大きな変
更が不可である。回転変動低減効果確保のため大きな変
更は不可のためＴ_K1、Ｔ_Ｋは変えられない。よって
Ｔ_１′＞Ｔ_２′となり、コントロールプレートの負担が
大となる。これにより両プレートの強度が同じならコン
トロールプレートによって許容トルクが決まってしま
い、最大の強度が得られないという問題があった。Therefore, since the cushions of all spring seats are applied simultaneously by the stopper mechanism and the spring constants of the cushions are almost equal, the torque received by the first control plate is the torque T _K1 due to the deflection of the spring of K ₁ and the deflection of the cushion. Of torque T _C due to T ₁ ′ = T
_K1 + _{T C,} and the torque experienced by the driven plate K
The sum T ₂ ′ = T _K + T _C of the torque T _K due to the flexure of the cushion and the torque T _C due to the flexure of the cushion (same as that of the control plate). (See plate torque sharing in Figure 3). K and K ₁ are N when N = K ₁ / K
The larger the value, the smaller the vibration when passing through the K + K ₁ resonance point (the point P in FIG. 8). At the same time, by making the K + K ₁ resonance point as low as possible in the normal rotation range, the effect of reducing the rotation fluctuation becomes large, so that K and K ₁ cannot be largely changed. In order to secure the effect of reducing the rotational fluctuation, it is impossible to change T _K1 and T _K because large changes cannot be made. Therefore, T ₁ ′> T ₂ ′, and the load on the control plate becomes heavy. As a result, if the strength of both plates is the same, the allowable torque is determined by the control plate, and the maximum strength cannot be obtained.

〔問題点を解決するための手段〕[Means for solving problems]

上記第１のコントロールプレートとドリブンプレートの
強度上の問題は、本考案によれば、次のトーショナルダ
ンパ付フライホイールによって解決される。According to the present invention, the problem of strength of the first control plate and the driven plate is solved by the following flywheel with a torsion damper.

すなわち、フライホイールを駆動側フライホイールとド
リブンプレートを有する従動側フライホイールに分割し
た分割型フライホイールから構成し、駆動側フライホイ
ールと従動側フライホイール間に設けられるばね機構に
２種類のばね機構を用い、該２種類のばね機構の一方に
駆動側フライホイールと従動側フライホイールのドリブ
ンプレートとを直結させ、２種類のばね機構の他方を前
記一方のばね機構と並列に設けるとともに、該他方のば
ね機構に駆動側フライホイールと駆動側フライホイール
および従動側フライホイールに対して回転可能な第１の
コントロールプレートとを連結させるとともに第１のコ
ントロールプレートを前記他方のばね機構に直列に配設
した摩擦機構を介して従動側フライホイールのドリブン
プレートに摺擦させ、駆動側フライホイールと従動側フ
ライホイールの最大捩れ時の負荷トルクを第１のコント
ロールプレートとドリブンプレートに対し、両プレート
の強度に比例して分配したことを特徴とするトーショナ
ルダンパ付フライホイール。That is, the flywheel is composed of a split type flywheel that is divided into a drive side flywheel and a driven side flywheel having a driven plate, and two types of spring mechanisms are provided in a spring mechanism provided between the driving side flywheel and the driven side flywheel. The drive side flywheel and the driven plate of the driven side flywheel are directly connected to one of the two types of spring mechanisms, the other of the two types of spring mechanisms is provided in parallel with the one of the spring mechanisms, and And a drive-side flywheel and a first control plate rotatable with respect to the drive-side flywheel and the driven-side flywheel, and the first control plate is arranged in series with the other spring mechanism. The driven plate of the driven flywheel is rubbed through the friction mechanism. , A flywheel with a torsional damper characterized in that the load torque at the maximum twist of the drive side flywheel and the driven side flywheel is distributed to the first control plate and the driven plate in proportion to the strength of both plates. .

〔作用〕[Action]

本考案では、ダンパの最大捩れ時の負荷トルクを、第１
のコントロールプレートとドリブンプレートに対し、プ
レートの強度に比例して分配することによりダンパの信
頼性を最大とする。In the present invention, the load torque when the damper is maximally twisted is
The reliability of the damper is maximized by distributing the control plate and the driven plate in proportion to the plate strength.

第１のコントロールプレートの負担するトルクは、Ｋ_１
ばね２本のたわみによるトルクＴ_K1＝Ｋ_１θ_１とクッシ
ョンのたわみによるトルクＴ_CK1＝Ｋ_C1θ_C1の和であ
る。The torque borne by the first control plate is K ₁
It is the sum of the torque T _K1 = K ₁ θ ₁ due to the deflection of the two springs and the torque T _CK1 = K _C1 θ _C1 due to the deflection of the cushion.

Ｔ_１＝Ｔ_K1＋Ｔ_CK1＝Ｋ_１θ_１＋Ｋ_C1θ_C1− 但し、Ｋ_１、Ｋ_Ｃ１はそれぞれＫ_１ばね、クッションの
ばね定数、 θ_１、θ_C1はそれぞれのたわみ量（角度）である。ただ
し、Ｋ_１はばね２本の合成のばね定数とする。ばね定数
は１本あたりＫ₁/２であるから Ｔ_K1＝２（Ｋ₁/２）θ_１＝Ｋ_１θ_１である。以下同じ考
えによりＴ＝Ｋθとする。T ₁ = T _K1 + T _CK1 = K ₁ θ ₁ + K _C1 θ _C1 − where K ₁ and K _C1 are the K ₁ spring and the spring constant of the cushion, and θ ₁ and θ _C1 are the respective deflection amounts (angles). . However, K ₁ is a combined spring constant of two springs. The spring constant is because it is K _1/2 per one _{T K1 = 2 (K 1/} 2) θ 1 = K 1 θ 1. In the following, T = Kθ based on the same idea.

同様にドリブンプレートは Ｔ_２＝Ｔ_Ｋ＋Ｔ_CK＝Ｋθ＋Ｋ_Ｃθ_Ｃ− 但しＫ、Ｋ_ＣはそれぞれＫばね、クッションのばね定
数、 θ、θ_Ｃはそれぞれのたわみ量（角度）である。Similarly driven plate is _{T 2 = T K + T CK} = Kθ + K C θ C - where K, _{K C} is K spring respectively, the spring constant of the cushion, theta, is theta _C are the respective deflection amount (angle).

さらにコントロールプレートとドリブンプレートのうで
部（第４図の41ａ、42ａなど）の強度上の許容トルクを
それぞれＴ_１′とＴ_２′とすると（うでの形状が同じな
ら板厚の比で代用可能） Ｔ_１：Ｔ_２＝Ｔ_１′：Ｔ_２′− の関係が成立するとき信頼性は最大となる。本考案で
は、性能に影響のないＫ_Ｃ、Ｋ_C1、θ_Ｃ、θ_C1を変える
ことにより式を満たすように構成する。すなわちクッ
ションの硬度、あるいは最大ねじれ時のクッションのた
わみ量を調節する。入力トルクを両プレートにそれぞれ
のプレートの強度に比例して分配することにより許容入
力トルクを最大とすることができる。Further, assuming that the allowable torques on the strength of the control plate and the driven plate arm (41a, 42a, etc. in FIG. 4) are T ₁ ′ and T ₂ ′, respectively (if the shape of the arm is the same, The reliability is maximized when the relationship of T ₁ : T ₂ = T ₁ ′: T ₂ ′ − is established. The present invention is configured to satisfy the formula by changing K _C , K _C1 , θ _C , and θ _C1 which do not affect the performance. That is, the hardness of the cushion or the amount of flexure of the cushion at the time of maximum twist is adjusted. The allowable input torque can be maximized by distributing the input torque to both plates in proportion to the strength of each plate.

〔実施例〕〔Example〕

以下に、本考案に係るトーショナルダンパ付フライホイ
ールの望ましい実施例を、図面を参照して説明する。Hereinafter, preferred embodiments of a flywheel with a torsion damper according to the present invention will be described with reference to the drawings.

第１図ないし第３図は、本考案実施例のトーショナルダ
ンパ付フライホイールの特有の構成、作用を示した図で
あり、第４図ないし第６図および第８図ないし第１０図
は、本考案のトーショナルダンパ付フライホイールのう
ち、実願昭61-135608号に準じる構成、作用を有する部
分の構成、作用を示した図である。また、第７図は実願
昭61-135608号のフライホイールの特性図であり、第２
図の本考案のフライホイールの特有の特性と異なる部分
が本考案と実願昭61-135608号との特性の改善された部
分である。FIGS. 1 to 3 are views showing the unique configuration and operation of the flywheel with a torsion damper according to the embodiment of the present invention. FIGS. 4 to 6 and FIGS. 8 to 10 are FIG. 6 is a diagram showing a configuration and a function of a part having a function according to Japanese Utility Model Application No. 61-135608 in the flywheel with a torsion damper of the present invention. FIG. 7 is a characteristic diagram of the flywheel of Japanese Utility Model Application No. 61-135608.
The part of the figure that is different from the characteristics peculiar to the flywheel of the present invention is the part where the characteristics of the present invention and Japanese Utility Model Application No. 61-135608 are improved.

まず、実願昭61-135608号に準じる部分を第４図ないし
第10図を参照して説明する。First, a portion according to Japanese Utility Model Application No. 61-135608 will be described with reference to FIGS.

第４図および第５図は本考案実施例および実願昭61-135
608号の共通のトーショナルダンパ付フライホイールの
構造を示し、第６図はその振動系モデルを示し、第８図
はその作動特性を示し、第９図、第10図はばね機構の拡
大断面を示している。第７図は実願昭61-135608号のフ
ライホイールの特性を示している。4 and 5 show the embodiment of the present invention and Japanese Utility Model Application No. 61-135.
Fig. 6 shows the structure of a flywheel with a common torsional damper of No. 608, Fig. 6 shows its vibration system model, Fig. 8 shows its operating characteristics, and Fig. 9 and Fig. 10 are enlarged sectional views of the spring mechanism. Is shown. FIG. 7 shows the characteristics of the flywheel of Japanese Utility Model Application No. 61-135608.

第４図および第５図において、フライホイールは、駆動
軸（たとえばエンジンのクランクシャフト）に連結され
る駆動側フライホイール10と、被駆動側部材（たとえば
クラッチ）に連結される従動側フライホイール20との２
分割フライホイールから成る。駆動側フライホイール10
と従動側フライホイール20は、２種類のばね機構、すな
わち第１のコイルスプリング31を有するばね機構30Ａ
（ばね機構30Ａのばね定数Ｋは第１のコイルスプリング
31のばね定数の合成）と第２のコイルスプリング32を有
するばね機構30Ｂ（ばね機構30Ｂのばね定数Ｋ_１は第２
のコイルスプリング32のばね定数の合成）を介して連結
される。このうち第１のコイルスプリング31は駆動側フ
ライホイール10と従動側フライホイール20とを直結する
ばねであり、第２のコイルスプリング32は駆動側フライ
ホイール10と従動側フライホイール20とを、第２のコイ
ルスプリング32に振動的に直列に連結された摩擦機構33
を介して、連結するばねである。上記において、Ｋ‖Ｋ
＋Ｋ_１であればよく、個々の第１のコイルスプリング31
のばね定数と個々の第２のコイルスプリング32のばね定
数は等しくてもよい。すなわち、第１のコイルスプリン
グ31と第２のコイルスプリング32に同じばね定数のばね
を用いても、第１のコイルスプリング31が４本、第２の
コイルスプリング32が２本のときはＫ：Ｋ_１＝１：２と
なり、目的に合う。In FIGS. 4 and 5, a flywheel includes a drive side flywheel 10 connected to a drive shaft (for example, an engine crankshaft) and a driven side flywheel 20 connected to a driven side member (for example, a clutch). And 2
It consists of a split flywheel. Drive side flywheel 10
The driven flywheel 20 and the driven flywheel 20 have two types of spring mechanisms, that is, a spring mechanism 30A having a first coil spring 31.
(The spring constant K of the spring mechanism 30A is the first coil spring.
31) and the spring mechanism 30B having the second coil spring 32 (the spring constant K ₁ of the spring mechanism 30B is the second
Of the spring constant of the coil spring 32). Of these, the first coil spring 31 is a spring that directly connects the drive side flywheel 10 and the driven side flywheel 20, and the second coil spring 32 connects the drive side flywheel 10 and the driven side flywheel 20 to each other. Friction mechanism 33 vibratably connected in series to the second coil spring 32
Is a spring that is connected via. In the above, K‖K
+ K ₁ is sufficient, and each first coil spring 31
And the spring constant of each second coil spring 32 may be equal. That is, even if the first coil spring 31 and the second coil spring 32 have the same spring constant, when the first coil spring 31 is four and the second coil spring 32 is two, K: K ₁ = 1: 2, which suits the purpose.

駆動側フライホイール10は、外周部のリング状のリング
ギヤ11、内周部のリング状のインナボディ12、リングギ
ヤ11を両側から挟持固定し一方がインナボディ12側部迄
内周側に延べてくるドライブプレート13、14を有する。
インナボディ12と一方のドライブプレート13はボルト15
によって駆動軸に、駆動軸と一体回転可能に、連結され
る。The drive-side flywheel 10 holds the ring-shaped ring gear 11 on the outer peripheral portion, the ring-shaped inner body 12 on the inner peripheral portion, and the ring gear 11 from both sides, and one of them extends to the inner peripheral side up to the inner body 12 side portion. It has drive plates 13 and 14.
The inner body 12 and one drive plate 13 are bolts 15
Is connected to the drive shaft so as to rotate integrally with the drive shaft.

従動側フライホイール20はフライホイール本体21と内周
部位のドリブンプレート22とのボルト23による連結機構
となっている。ドリブンプレート22はベアリング24を介
して同芯状に駆動側フライホイール10のインナボディ12
の外周に相対回転可能に支持される。ドリブンプレート
22は巾方向中央部に外周側に突出するアーム22ａを有し
ている。The flywheel 20 on the driven side has a connecting mechanism by a bolt 23 between a flywheel body 21 and a driven plate 22 at an inner peripheral portion. The driven plate 22 is concentric with the bearing 24, and the inner body 12 of the drive-side flywheel 10
It is supported on the outer periphery of so as to be relatively rotatable. Driven plate
The arm 22 has an arm 22a projecting to the outer peripheral side at the center in the width direction.

ドリブンプレート22の環状部の外周面より半径方向外側
でドライブプレート13とフライホイール本体21との間の
スペースに、２枚の第１のコントロールプレート41、42
と、２枚の第２のコントロールプレート43、44が、ドリ
ブンプレート22に対してドライブ側にもドリブン側にも
相対回転可能に配設されている。第１のコントロールプ
レート41、42はドリブンプレート22のアーム22aの両側に
それぞれ配設されたピン45によって連結されており、第
２のコントロールプレート43、44もドリブンプレート22
のアーム22ａの両側にそれぞれ配設されたピン46によっ
て連結されている。第１のコントロールプレート41、42
はそれぞれ半径方向外方に延びるアーム41ａ、42ａを有
し、第２のコントロールプレート43、44も半径方向外方
に延びるアーム43ａ、44ａを有する。アーム22ａ、41
ａ、42ａ、43ａ、44ａは、何れもリングギヤ11の内周面
のすぐ近傍迄延びている。Two first control plates 41, 42 are provided in the space between the drive plate 13 and the flywheel main body 21 radially outside the outer peripheral surface of the annular portion of the driven plate 22.
The two second control plates 43 and 44 are arranged so as to be rotatable relative to the driven plate 22 both on the drive side and the driven side. The first control plates 41 and 42 are connected by pins 45 arranged on both sides of the arm 22a of the driven plate 22, and the second control plates 43 and 44 are also connected to the driven plate 22.
The arms 22a are connected by pins 46 arranged on both sides thereof. First control plate 41, 42
Respectively have arms 41a and 42a extending radially outward, and second control plates 43 and 44 also have arms 43a and 44a extending radially outward. Arm 22a, 41
All of a, 42a, 43a and 44a extend to the vicinity of the inner peripheral surface of the ring gear 11.

第１のコイルスプリング31を有するばね機構30Ａは、第
４図においては第１のコイルスプリング31が左右に２個
づつ計４個示してあり、第５図においては下半分断面に
示してある。第９図は断面の拡大を示している。第のコ
イルスプリング31は、両端をスプリングシート34、35に
当接されており、スプリングシート34、35は対向端に弾
性体34ａ、35ａを有する。スプリングシート34、35のう
ち一方のスプリングシート34は第２のコントロールプレ
ート43、44のアーム43ａ、44ａに周方向に着脱可能に支
持され、他方のスプリングシート35はドリブンプレート
22のアーム22ａに周方向に着脱可能に当接される。スプ
リングシート35の突出アーム35ｂはドライブプレート13
に設けた穴16とドライブプレート14に設けた切欠17に周
方向に一方向に相対回転不能に係合して、ドライブプレ
ート13、14からのトルクをスプリングシート35に直接伝
達する。すなわち、第４図において、左側の２個の第１
のコイルスプリング31、31を例にとって説明すると、第
１のコイルスプリング31のスプリングシート35の突出ア
ーム35ｂはドライブプレート13、14に嵌合し、スプリン
グシート35の中央部はドリブンプレート22のアーム22ａ
に嵌合する。そして、ドライブプレート13、14が一方の
第１のコイルスプリング31（たとえば第４図上半分にあ
るもの）のスプリングシート35の突出アーム35ｂを押す
と、第２のコントロールプレート43、44を介して他方の
第１のコイルスプリング31（たとえば第４図下半分にあ
るもの）のスプリングシート35を押し、ドリブンプレー
ト22のアーム22ａを押す。逆回転も可である。他方のス
プリングシート34はスプリングシート35と同形状であ
り、スプリングシート34の突出アーム34ｂに対応する位
置には、ドライブプレート13、14に周方向に延びる穴ま
たは切欠きが形成されていて、他方のスプリングシート
34はドライブプレート13、14に対して周方向に相対的に
移動できる。第２のコントロールプレート43、44は２本
の第１のコイルスプリング31をつなぐだけで、ドライブ
プレート13、14にも、ドリブンプレート22にも固定され
ず、回動可能である。この構造によって、ドライブプレ
ート13、14はドリブンプレート22に第１のコイルスプリ
ング31を介して直結され、ドライブプレート13、14のト
ルクは第１のコイルスプリング31を撓ませてドリブンプ
レート22へと伝達される。The spring mechanism 30A having the first coil spring 31 is shown in FIG. 4 with two first coil springs 31, two in total, and is shown in the lower half section in FIG. FIG. 9 shows an enlargement of the cross section. Both ends of the first coil spring 31 are in contact with the spring seats 34 and 35, and the spring seats 34 and 35 have elastic bodies 34a and 35a at opposite ends. One of the spring seats 34 and 35 is detachably supported in the circumferential direction by the arms 43a and 44a of the second control plates 43 and 44, and the other spring seat 35 is the driven plate.
The arm 22a of 22 is removably abutted in the circumferential direction. The protruding arm 35b of the spring seat 35 is attached to the drive plate 13
The holes 16 provided in the drive plate 14 and the notches 17 provided in the drive plate 14 are engaged with each other in the circumferential direction so as not to rotate relative to each other, and torque from the drive plates 13, 14 is directly transmitted to the spring seat 35. That is, in FIG. 4, the two left first
Taking the coil springs 31 and 31 as an example, the protruding arm 35b of the spring seat 35 of the first coil spring 31 is fitted to the drive plates 13 and 14, and the central portion of the spring seat 35 is the arm 22a of the driven plate 22.
To fit. Then, when the drive plates 13 and 14 push the projecting arm 35b of the spring seat 35 of the first coil spring 31 (for example, the one in the upper half of FIG. 4) on one side, the second control plates 43 and 44 are passed through. The spring seat 35 of the other first coil spring 31 (for example, the one in the lower half of FIG. 4) is pushed, and the arm 22a of the driven plate 22 is pushed. Reverse rotation is also possible. The other spring seat 34 has the same shape as the spring seat 35, and holes or notches extending in the circumferential direction are formed in the drive plates 13 and 14 at positions corresponding to the protruding arms 34b of the spring seat 34. Spring seat
34 is movable in the circumferential direction relative to the drive plates 13 and 14. The second control plates 43 and 44 can rotate without being fixed to the drive plates 13 and 14 and the driven plate 22 only by connecting the two first coil springs 31. With this structure, the drive plates 13 and 14 are directly connected to the driven plate 22 via the first coil spring 31, and the torque of the drive plates 13 and 14 is transmitted to the driven plate 22 by bending the first coil spring 31. To be done.

第２のコイルスプリング32を有するばね機構30Ｂは、第
４図において第２のコイルスプリング32が上下に１個ず
つ計２個示してあり、第５図においては上半分断面に示
してある。第10図は断面の拡大を示している。第２のコ
イルスプリング32は、両端をスプリングシート36、37に
当接されており、スプリングシート36、37は対向端に弾
性体36ａ、37ａを有する。スプリングシート36、37は、
それぞれ第１のコントロールプレート41、42のアーム41
ａ、42ａに周方向に着脱可能に当接されている。また、
第２のコイルスプリング32の両端は、スプリングシート
36、37を介してドライブプレート13に設けた窓18とドラ
イブプレート14に設けた切欠19に周方向に着脱可能に当
接されている。この構造によってドライブプレート13、
14は第１のコントロールプレート41、42に第２のコイル
スプリング32を介して連結され、ドライブプレート13、
14のトルクは第２のコイルスプリング32を撓ませて第１
のコントロールプレート41、42へと伝達される。In the spring mechanism 30B having the second coil spring 32, a total of two second coil springs 32 are shown one above the other in FIG. 4, and shown in the upper half section in FIG. FIG. 10 shows an enlargement of the cross section. Both ends of the second coil spring 32 are in contact with the spring seats 36 and 37, and the spring seats 36 and 37 have elastic bodies 36a and 37a at opposite ends. The spring seats 36 and 37 are
Arms 41 of the first control plates 41 and 42, respectively
The a and 42a are removably abutted in the circumferential direction. Also,
Both ends of the second coil spring 32 are spring seats.
A window 18 provided in the drive plate 13 and a notch 19 provided in the drive plate 14 are removably abutted in the circumferential direction via 36 and 37. With this structure, the drive plate 13,
14 is connected to the first control plates 41, 42 via the second coil spring 32, and the drive plate 13,
The torque of 14 bends the second coil spring 32 and
Is transmitted to the control plates 41, 42 of the.

しかし、第２のコイルスプリング32を有するばね機構30
Ｂ側には、つぎに説明するように、第１のコントロール
プレート41、42とドリブンプレート22との間に摩擦機構
33が設けられており、ドライブプレート13、14から第２
のコイルスプリング32を介して第１のコントロールプレ
ート41、42に伝わったトルクは、該摩擦機構33の設定摩
擦力Ｆｒの範囲内においてしか、ドリブンプレート22に
は伝達されない。第５図の上半分断面において、第１の
コントロールプレート41、42のうち一方のコントロール
プレート42とドリブンプレート22のアーム22ａとの間に
はスラストプレート47が両者に対して相対回転可能に設
けられており、スラストプレート47はスラストプレート
47とコントロールプレート42との間に介装したコーンス
プリング48によっドリブンプレート22のアーム22ａ側に
軸方向に付勢されている。コントロールプレート41とア
ーム22ａとの間およびスラストプレート47とアーム22ａ
との間にはスラストライニング49、50が介装され、第１
のコントロールプレート41、42とドリブンプレート22の
アーム22ａ間に周方向に摩擦力を与える。この摩擦力は
コーンスプリング48によって一定の摩擦力Ｆｒに設定さ
れている。摩擦機構33はコーンスプリング48、スラスト
プレート47、スラストライニング49、50によって構成さ
れる。However, the spring mechanism 30 having the second coil spring 32
On the B side, as will be described below, a friction mechanism is provided between the first control plates 41, 42 and the driven plate 22.
33 is provided, and the drive plates 13, 14 to the second
The torque transmitted to the first control plates 41, 42 via the coil spring 32 is transmitted to the driven plate 22 only within the set friction force Fr of the friction mechanism 33. In the upper half cross section of FIG. 5, a thrust plate 47 is provided between one of the first control plates 41 and 42 and the arm 22a of the driven plate 22 so as to be rotatable relative to both. The thrust plate 47 is the thrust plate.
A cone spring 48 interposed between the 47 and the control plate 42 axially urges the driven plate 22 toward the arm 22a. Between the control plate 41 and the arm 22a and between the thrust plate 47 and the arm 22a
Thrust linings 49 and 50 are installed between
A frictional force is applied in the circumferential direction between the control plates 41 and 42 and the arm 22a of the driven plate 22. This friction force is set to a constant friction force Fr by the cone spring 48. The friction mechanism 33 includes a cone spring 48, a thrust plate 47, and thrust linings 49 and 50.

第６図は上記構成を振動モデルで表わしたものである。
駆動側フライホイール10と従動側フライホイール20は、
第１のコイルスプリング31で直結されるとともに、第２
のコイルスプリング32と摩擦機構33とを介して連結され
ている。第１のコイルスプリング31と、第２のコイルス
プリング32と摩擦機構33との組み合せ体とは、互にばね
的に並列であり、第２のコイルスプリング32と摩擦機構
33とは振動的に直列である。FIG. 6 shows the above configuration by a vibration model.
The drive side flywheel 10 and the driven side flywheel 20 are
Directly connected by the first coil spring 31 and the second
The coil spring 32 and the friction mechanism 33 are connected to each other. The first coil spring 31 and the combination of the second coil spring 32 and the friction mechanism 33 are spring-parallel to each other, and the second coil spring 32 and the friction mechanism are parallel to each other.
33 is oscillatory in series.

つぎに第４図、第５図のトーショナルダンパ付フライホ
イールの作用を、第７図および第８図を参照して説明す
る。Next, the operation of the flywheel with a torsion damper shown in FIGS. 4 and 5 will be described with reference to FIGS. 7 and 8.

第７図は、駆動側フライホイール10と従動側フライホイ
ール20との相対角変位、いわゆる捩れ角と、トルクとの
関係を示しており、第８図は回転数と加速度伝達率との
関係を示している。FIG. 7 shows the relationship between the relative angular displacement between the drive side flywheel 10 and the driven side flywheel 20, the so-called twist angle, and the torque, and FIG. 8 shows the relationship between the rotational speed and the acceleration transmissibility. Shows.

捩れ角が小さいときはトルクも小さく、したがって摩擦
機構33に加わる力Ｆも小なので、Ｆは摩擦機構33の設定
摩擦力Ｆｒよりも小であり、すなわちＦ≦Ｆｒである。
このときは、摩擦機構33で第１のコントロールプレート
41、42とドリブンプレート22のアーム22a間にすべりは
生じず、第２のコイルスプリング32が有効に作動するの
で、系のばね定数は第１のコイルスプリング31を有する
ばね機構30Ａのばね定数Ｋと第２のコイルスプリング32
を有するばね機構30Ｂのばね定数Ｋ_１との和になる（第
７図のＡの領域）。このような現象はトルク伝達の小さ
い領域（第８図のＡの領域）において得られる。このと
きは、ばね定数Ｋ＋Ｋ_１の特性（第８図でＸで示した特
性）に従って作動する。When the twist angle is small, the torque is also small and therefore the force F applied to the friction mechanism 33 is also small. Therefore, F is smaller than the set friction force Fr of the friction mechanism 33, that is, F ≦ Fr.
At this time, the friction mechanism 33 is used to control the first control plate.
Since no slippage occurs between the arms 41 and 42 and the arm 22a of the driven plate 22 and the second coil spring 32 operates effectively, the spring constant of the system is the spring constant K of the spring mechanism 30A having the first coil spring 31. And the second coil spring 32
Is the sum of the spring constant K ₁ of the spring mechanism 30 </ b> B having the above (region A in FIG. 7). Such a phenomenon is obtained in a region where torque transmission is small (region A in FIG. 8). At this time, it operates according to the characteristic of the spring constant K + K ₁ (the characteristic indicated by X in FIG. 8).

回転数が増大していくと、ばね定数Ｋ＋Ｋ_１の系の共振
点に近づいていき、トルク変動（加速度伝達率に対応）
も少しづつ大きくなっていき、Ｆが上昇して、ついには
設定摩擦力Ｆｒになる。このＦｒは共振点に達する前に
Ｆ＝Ｆｒとなるように設定されている。したがって、共
振点の手前でついにはＦ＞Ｆｒとなり、第１のコントロ
ールプレート41、42がドリブンプレート22に対してすべ
り始める。このため第２のコイルスプリング32はばね要
素としての働きを失なう。（実際には摩擦力Ｆｒに相当
するトルク伝達分はある。）したがって系全体のばね定
数は、第７図において点ＰにおいてＫに変わり（第７図
Ｂの領域）、第８図においてばね定数Ｋの系の特性（第
８図でＹで示してある特性）に従って作動するようにシ
フトする（第８図でＢで示した領域）。第８図のＢの領
域は、ばね定数Ｋの系の特性からずれているがこれは摩
擦力Ｆｒが働いているから生じる現象である。領域Ｂに
おける作動は、第８図から明らかなようにばね定数Ｋを
有する系の共振点を回転数大側にすでに越えてしまった
位置にあるから、シフトした時点ですでに共振点を外れ
ており、回転数が増加していくに従ってトルク変動も低
減するのでＦは小となり、すぐに点Ｑ、Ｑ′、Ｑ″にお
いて再びＦ＜Ｆｒ現象が生じる。Ｑ、Ｑ′、Ｑ″の時点
で、Ｆ＜Ｆｒのため、摩擦機構33にすべりが発生しなく
なるから、第２のコイルスプリング32が再びトルク変動
吸収に関与するので、ばね定数は再びＫ＋Ｋ_１に戻る
（第７図Ｅ、Ｅ′、Ｅ″の領域）とともに、第８図にお
いて振動は再びばね定数Ｋ＋Ｋ_１を有する系の特性に従
って作動する（第８図Ｅ、Ｅ′、Ｅ″の領域）。第８図
のＡ、Ｂ、Ｅ、Ｅ′、Ｅ″は第７図のＡ、Ｂ、Ｅ、
Ｅ′、Ｅ″に対応する。第８図Ｅ、Ｅ′、Ｅ″の領域に
常用回転域が設定されている。第８図Ｅ、Ｅ′、Ｅ″の
領域においては、駆動側フライホイール10と従動側フラ
イホイール20とは、従来のヒステリシス機構の摩擦を伴
わないでＫ＋Ｋ_１のばね定数でダンピングしているか
ら、その加速度伝達率は非常に小で、トルク変動吸収効
果は極めて大である。As the rotation speed increases, the resonance point of the system with spring constant K + K ₁ approaches and torque fluctuation (corresponding to the acceleration transmissibility)
Also gradually increases, F rises, and finally reaches the set friction force Fr. This Fr is set so that F = Fr before reaching the resonance point. Therefore, before the resonance point, F> Fr is finally satisfied, and the first control plates 41 and 42 start to slide with respect to the driven plate 22. Therefore, the second coil spring 32 loses its function as a spring element. (Actually, there is a torque transmission component corresponding to the frictional force Fr.) Therefore, the spring constant of the entire system changes to K at point P in FIG. 7 (region of FIG. 7B), and the spring constant in FIG. It shifts to operate according to the characteristics of the K system (characteristics indicated by Y in FIG. 8) (region indicated by B in FIG. 8). The region B in FIG. 8 deviates from the characteristic of the system of the spring constant K, which is a phenomenon caused by the frictional force Fr. As is clear from FIG. 8, the operation in the region B is at a position where the resonance point of the system having the spring constant K has already exceeded the high rotational speed side, and therefore the resonance point has already deviated from the resonance point. However, since the torque fluctuation decreases as the rotation speed increases, F becomes small and the F <Fr phenomenon immediately occurs again at the points Q, Q ', Q ". At the time of Q, Q', Q" , F <Fr, no slippage occurs in the friction mechanism 33, so that the second coil spring 32 is again involved in torque fluctuation absorption, and the spring constant returns to K + K ₁ again (E, E ′ in FIG. 7). , E ″) and in FIG. 8 the vibration again operates according to the characteristics of the system with the spring constant K + K ₁ (areas E, E ′, E ″ in FIG. 8). A, B, E, E ′, E ″ in FIG. 8 are A, B, E, and E in FIG.
Corresponding to E'and E ". The normal rotation range is set in the regions E, E'and E" in FIG. In the regions E, E ′, E ″ of FIG. 8, the drive-side flywheel 10 and the driven-side flywheel 20 are damped by the spring constant of K + K ₁ without the friction of the conventional hysteresis mechanism. , Its acceleration transmissibility is very small, and its torque fluctuation absorption effect is extremely large.

なお、第７図において領域Ｃ、Ｄは、さらに捩れ角が増
大した場合を示すもので、領域Ｄは対向するスプリング
シートの弾性体が互いにあたって変形しスプリング力が
増大した状態を示している。Note that regions C and D in FIG. 7 show the case where the twist angle is further increased, and region D shows a state in which the elastic bodies of the opposing spring seats are deformed against each other and the spring force is increased.

また、回転数が大から小に変化していくときは、第８図
においては特性Ｅ（Ｅ′、Ｅ″）、Ｂ、Ａの順に戻り、
上記と同様のシフト効果を生じる。なお、第７図におい
て変形の原点を座標の原点にとったが、これは前回の停
止の条件に従って第７図のＥの菱形で囲まれた範囲内の
どこかの点で停止するので、次の起動時にはその点から
Ｋ＋Ｋ_１のばね定数で立上っていくことになる。ただ
し、Ｅの菱形の位置は不動である。Further, when the rotation speed changes from large to small, in FIG. 8, the characteristics E (E ′, E ″), B, A are returned in this order,
The same shift effect as described above is produced. Although the origin of transformation is taken as the origin of coordinates in FIG. 7, it stops at some point within the range surrounded by the diamond of E in FIG. 7 according to the condition of the previous stop. At the time of starting, the spring constant rises from that point with the spring constant of K + K ₁ . However, the position of the diamond of E is immobile.

このように、第４図ないし第７図のトーショナルダンパ
付フライホイールでは共振回避のために摩擦力を使いＫ
_１を連結しているが、この摩擦部は共振回避（エンジン
始動、停止時など）のときにすべるとともに、大トルク
入力時（第７図のＰ点を越える部分）もすべりを生じ
る。As described above, in the flywheel with the torsional damper shown in FIGS. 4 to 7, friction force is used to avoid resonance in order to avoid resonance.
₁ is connected, this friction part slips when resonance is avoided (engine start, stop, etc.), and also slips when a large torque is input (portion beyond point P in FIG. 7).

第４図ないし第７図のトーショナルダンパ付フライホイ
ールの作用を従来のヒステリシス機構を有する分割型フ
ライホイール（例えば実開昭61-23542号のもの）と比較
するために、第８図に従来技術（第８図のＳの特性）の
場合を併せ示してある。特性図はこの従来例の場合を示
している。従来例はヒステリシス機構の存在のために共
振現象は回避できるが、ヒステリシス機構の摺動摩擦が
常にきいているので、ばねのダンピングが影響を受け
て、常用回転域における加速度伝達率の低下が本考案に
比べてよくなく、トルク変動吸収効果が本考案に比べて
よくない。第８図において斜線を施した部分が改善され
た部分である。もっとも実開昭61-23542号のものは、そ
れより従来のものに比べれば極めて優れているのである
が、本考案のものは、常用回転域のダンピング特性がさ
らによいということである。しかし、本考案のものは、
ヒステリシス機構がないためにそして共振回転域を別の
特性にシフトしてそれに従って作動することによってジ
ャンプするときに、摩擦機構33の設定摩擦力Ｆｒの摺動
が一時点に働くために、従来のヒステリシス機構付きの
ものに比べて領域Ｂにおいて若干トルク変動吸収効果が
減少するが、実質的に共振現象を回避できるものであ
り、かつ一時的に作動するに過ぎないから問題はなく、
それよりも、常用回転域において得られる良好なダンピ
ング効果を、共振現象を誘起することなく得られるとい
う意義が大きい。なお、第８図中Ｒは一体型フライホイ
ールの特性を参考までに併せ示してあり、従来の分割型
フライホイールも本考案のフライホイールも一体型に比
べて良好なダンピング特性が得られることを示してい
る。In order to compare the operation of the flywheel with a torsional damper shown in FIGS. 4 to 7 with a conventional split type flywheel having a hysteresis mechanism (for example, the one in Japanese Utility Model No. 61-23542), FIG. The case of technology (characteristic of S in FIG. 8) is also shown. The characteristic diagram shows the case of this conventional example. In the conventional example, the resonance phenomenon can be avoided due to the existence of the hysteresis mechanism, but since the sliding friction of the hysteresis mechanism is always high, the damping of the spring is affected and the decrease of the acceleration transmissibility in the normal rotation range is caused by the present invention. The effect of absorbing torque fluctuation is not so good as that of the present invention. The shaded portion in FIG. 8 is the improved portion. However, the actual one of Shokai No. 61-23542 is far superior to that of the conventional one, but the present invention has a better damping characteristic in the normal rotation range. However, the present invention
Due to the lack of a hysteresis mechanism and because the sliding of the set friction force Fr of the friction mechanism 33 acts at a point in time when jumping by shifting the resonance region of rotation to another characteristic and acting accordingly, Although the torque fluctuation absorbing effect is slightly reduced in the region B as compared with the one having the hysteresis mechanism, there is no problem because the resonance phenomenon can be substantially avoided and it only operates temporarily.
Rather, it is more significant that a good damping effect obtained in the normal rotation range can be obtained without inducing a resonance phenomenon. It should be noted that R in FIG. 8 also shows the characteristics of the integrated flywheel for reference, and shows that both the conventional split type flywheel and the flywheel of the present invention can obtain better damping characteristics than the integrated type. Shows.

次に、第１図ないし第３図を参照して本考案の特有の構
成、作用について説明する。Next, with reference to FIG. 1 to FIG. 3, the characteristic structure and operation of the present invention will be described.

第１図および第２図は、弾性体クッション34ａ、35ａ、
36ａ、37ａのたわみ量を調節して本考案を実施した例を
示している。1 and 2 show elastic body cushions 34a, 35a,
The example which implemented this invention by adjusting the amount of deflection of 36a and 37a is shown.

捩れ角０→ａが回転変動低減のための捩れ特性、ａ→θ
maxが大トルクを受ける部分である。ａ点、ｂ点は、そ
れぞれ、第１のコイルスプリング31（ばね定数Ｋ）のシ
ートクッション34ａ、35ａの当たりはじめと、第２のコ
イルスプリング32（ばね定数Ｋ_１）のシートクッション
36ａ、37ａの当たりはじめを示す。また、Ｔａは、Ｋ_１
ばねが摩擦部がすべる時までに受けたトルクで、これは
Ｆｒ値に等しい。Ｔｂは、Ｑ点で、第１のコントロール
プレート41、42とドリブンプレート22の相対動き（すべ
り）が、ストッパ機構により止められて、再びＫ_１ばね
がクッションゴムとともにたわめられ、θmaxに至る
が、この時のａ点→θmaxまでねじったときのＫ_１ばね
の受けるトルク増加分をＴｂとしている。したがって、
Ｋ_１ばねが最終的にθmaxで受けるトルクは、ＴＫ_１＝
Ｔａ＋Ｔｂである。第１のコイルスプリング31（ばね定
数Ｋ）のシートクッション34ａ、35ａを早く当ててたわ
みをθ_ｃ＞θ_C1とすることにより、第１のコントロール
プレート41、42とドリブンプレート22のトルク配分を、
プレート41、42、22の強度に比例した大きさにする。第
３図は両プレートの許容トルクが等しい場合のトルク配
分を示す（実線が本考案特有の特性で、点線が実願昭61
-135608号の特性）。一般にＴ_K1＞Ｔ_Ｋであり、その差
をクッションのトルク分配で吸収するようにＴ_CK1、Ｔ
_CKを決める。これにより当初Ｔ_１′、Ｔ_２′とアンバラ
ンスだったものをＴ_１＝Ｔ_２とする。The twist angle 0 → a is the twist characteristic for reducing the rotation fluctuation, a → θ
max is the part that receives a large torque. point a, b points, respectively, the seat cushion 34a of the first coil spring 31 (spring constant K), and the beginning per 35a, the seat cushion of the second coil spring 32 (spring constant K ₁₎
The starting points of 36a and 37a are shown. Also, Ta is K ₁
The torque received by the spring until the friction part slips, which is equal to the Fr value. At Tb, the relative movement (sliding) between the first control plates 41, 42 and the driven plate 22 is stopped by the stopper mechanism at point Q, and the K ₁ spring is flexed again together with the cushion rubber to reach θmax. In this case, Tb is the amount of increase in the torque received by the K ₁ spring when twisting from point a to θmax at this time. Therefore,
The torque that the K ₁ spring finally receives at θmax is TK ₁ =
Ta + Tb. By quickly applying the seat cushions 34a, 35a of the first coil spring 31 (spring constant K) to make the deflection θ _c > θ _C1 , the torque distribution between the first control plates 41, 42 and the driven plate 22 can be reduced.
The size is proportional to the strength of the plates 41, 42, 22. FIG. 3 shows the torque distribution when the permissible torques of both plates are equal (solid line is characteristic of the present invention, dotted line is actual application 61
-Characteristics of No. 135608). Generally, T _K1 > T _K , and T _CK1 , T is set so that the difference is absorbed by the torque distribution of the cushion.
Decide on _CK . As a result, T ₁ = T ₂ is initially imbalanced with T ₁ ′ and T ₂ ′.

なお、クッションのたわみ量を変えると同時に、弾性体
の硬度を変えてばね定数を変えて構成する場合、たわみ
量を大きく変えずにトルク差を出すことができる。ま
た、弾性体36ａ、37ａの硬度のみを変えてＴ_１＝Ｔ_２と
してもよい。When the elastic amount of the cushion is changed and the hardness of the elastic member is changed to change the spring constant, the torque difference can be obtained without largely changing the amount of deflection. Further, only the hardness of the elastic bodies 36a and 37a may be changed so that T ₁ = T ₂ .

これによって、両プレートの強度が異なる場合は、強度
に比例したＴ_１、Ｔ_２を与えることにより許容入力トル
クを最大とすることができる。Accordingly, when the strengths of the two plates are different, the allowable input torque can be maximized by giving T ₁ and T ₂ proportional to the strengths.

〔考案の効果〕[Effect of device]

本考案のトーショナルダンパ付フライホイールによると
きは、次の効果を得る。When the flywheel with a torsion damper of the present invention is used, the following effects are obtained.

（イ）ダンパの許容入力トルクを最大とすることかでき
るようになったことで必要許容トルクに対して最も効率
よくプレート類を構成でき、重量軽減、コストダウンが
可能となる。(A) Since the allowable input torque of the damper can be maximized, the plates can be configured most efficiently with respect to the required allowable torque, and the weight can be reduced and the cost can be reduced.

（ロ）クッションの長さまたは硬度を変えるだけで実現
でき、部品点数増加がない。(B) Only by changing the length or hardness of the cushion, there is no increase in the number of parts.

さらに、本考案は当然ながら実願昭61-135608号の、次
の効果も得られる。Furthermore, the present invention naturally provides the following effects of Japanese Utility Model Application No. 61-135608.

（ハ）全回転域において共振を発生させずに、常用回転
域におけるトルク変動吸収効果を増大できる。(C) The torque fluctuation absorbing effect in the normal rotation range can be increased without causing resonance in the entire rotation range.

（ニ）また、従来のヒステリシス機構、トルクリミット
機構を廃止できることにより装置の単純化、小型化、コ
ストダウンがはかれる。(D) Further, since the conventional hysteresis mechanism and torque limit mechanism can be eliminated, the device can be simplified, downsized, and the cost can be reduced.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

第１図は本考案のトーショナルダンパ付フライホイール
のスプリングシートの弾性体クッション近傍の正面図、
第２図は本考案のトーショナルダンパ付フライホイール
の捩れ角−トルク特性図、第３図は本考案のトルク配分
特性図、第４図は本考案の先願の実願昭61-135608号に
係るトーショナルダンパ付フライホイールであって本考
案にも共通の構成の軸芯を含む平面と直角方向の面に沿
う断面図、 第５図は第４図のトーショナルダンパ付フライホイール
の軸芯を含む平面に沿ってみた断面図で第４図のＶ−Ｖ
線に沿う断面図、 第６図は第３図のトーショナルダンパ付フライホイール
の振動モデル図、 第７図は実願昭61-135608号のトーショナルダンパ付フ
ライホイールのみに適用される捩れ角−トルク特性図、 第８図は第４図のトーショナルダンパ付フライホイール
の回転数−加速度伝達率特性図、第９図は第５図におい
て第１のコイルスプリング近傍の拡大断面図、 第10図は第５図において第２のコイルスプリング近傍の
拡大断面図、 である。 10……駆動側フライホイール 20……従動側フライホイール 22ｂ……段部 31……第１のコイルスプリング 32……第２のコイルスプリング 33……摩擦機構 34、35、36、37……スプリングシート 34ａ、35ａ、36ａ、37ａ……弾性体（シートクッショ
ン）FIG. 1 is a front view of the vicinity of an elastic cushion of a spring seat of a flywheel with a torsion damper of the present invention,
FIG. 2 is a torsion angle-torque characteristic diagram of the flywheel with a torsion damper of the present invention, FIG. 3 is a torque distribution characteristic diagram of the present invention, and FIG. 4 is a prior application No. 61-135608 of the present invention. FIG. 5 is a cross-sectional view of a flywheel with a torsion damper according to FIG. 4, which is taken along a plane perpendicular to a plane including an axis having a configuration common to the present invention, and FIG. 5 is a shaft of the flywheel with a torsion damper of FIG. FIG. 4 is a sectional view taken along the plane including the core, taken along line V-V in FIG.
Fig. 6 is a cross-sectional view taken along the line, Fig. 6 is a vibration model diagram of the flywheel with torsional damper shown in Fig. 3, and Fig. 7 is the twist angle applied only to the flywheel with torsional damper of Japanese Utility Model Application No. 61-135608. -Torque characteristic diagram, Fig. 8 is a rotational speed of the flywheel with torsional damper of Fig. 4-Acceleration transmissibility characteristic diagram, Fig. 9 is an enlarged sectional view in the vicinity of the first coil spring in Fig. 10, The figure is an enlarged cross-sectional view of the vicinity of the second coil spring in FIG. 10 …… Drive side flywheel 20 …… Drive side flywheel 22b …… Step portion 31 …… First coil spring 32 …… Second coil spring 33 …… Friction mechanism 34, 35, 36, 37 …… Spring Seats 34a, 35a, 36a, 37a ... Elastic body (seat cushion)

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)考案者 山本 憲一 愛知県豊田市トヨタ町１番地 トヨタ自動 車株式会社内 (56)参考文献 特開 昭61−52440（ＪＰ，Ａ) ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (72) Creator Kenichi Yamamoto 1 Toyota-cho, Toyota-shi, Aichi Toyota Motor Co., Ltd. (56) Reference JP-A-61-52440 (JP, A)

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】[Scope of utility model registration request] 【請求項１】フライホイールを駆動側フライホイールと
ドリブンプレートを有する従動側フライホイールに分割
した分割型フライホイールから構成し、駆動側フライホ
イールと従動側フライホイール間に設けられるばね機構
に２種類のばね機構を用い、該２種類のばね機構の一方
に駆動側フライホイールと従動側フライホイールのドリ
ブンプレートとを直結させ、２種類のばね機構の他方を
前記一方のばね機構と並列に設けるとともに、該他方の
ばね機構に駆動側フライホイールと駆動側フライホイー
ルおよび従動側フライホイールに対して回転可能な第１
のコントロールプレートとを連結させるとともに第１の
コントロールプレートを前記他方のばね機構に直列に配
設した摩擦機構を介して従動側フライホイールのドリブ
ンプレートに摺擦させ、駆動側フライホイールと従動側
フライホイールの最大捩れ時の負荷トルクを第１のコン
トロールプレートとドリブンプレートに対し、両プレー
トの強度に比例して分配したことを特徴とするトーショ
ナルダンパ付フライホイール。1. A flywheel composed of a split type flywheel in which a flywheel on a driving side and a driven flywheel having a driven plate are divided, and two types of spring mechanisms are provided between the driving flywheel and the driven flywheel. And the driven plate of the driven flywheel and the driven plate of the driven flywheel are directly connected to one of the two types of spring mechanisms, and the other of the two types of spring mechanisms is provided in parallel with the one spring mechanism. And a first flywheel which is rotatable with respect to the driving side flywheel, the driving side flywheel and the driven side flywheel in the other spring mechanism.
And the first control plate is rubbed against the driven plate of the driven-side flywheel through a friction mechanism arranged in series with the other spring mechanism to drive the flywheel on the driven side and the flywheel on the driven side. A flywheel with a torsion damper characterized in that the load torque when the wheel is maximally twisted is distributed to the first control plate and the driven plate in proportion to the strength of both plates.